三缸机平衡性分析与力学计算

AutoEngineer-48-2010(6)技术聚焦FOCUS技术看点随着经济型轿车成为中国乘用车市场的主力军，小排量汽车的应用越来越广泛，同时对它的性能要求也越来越高。三缸汽油机作为其中的一款小型机，具有升功率高和结果紧凑等优势，但先天具有的平衡性问题，可能会对整机的振动甚至整车的舒适性带来不利的影响。因此，在三缸机的设计中优化了运动件的布置，也通过曲轴的配重及平衡轴的运用，使整机的不平衡性得到最大程度的消除。文章对某型号三缸汽油机进行了优化和动力学分析，为生产线的动平衡设备的当量环质量及动平衡基准提供参数依据。1基本参数发动机的活塞在气缸中作往复直线运动，通过连杆和曲轴等机构将此运动转变为旋转运动。这样就产生了往复惯性力与旋转惯性力。3个缸的力又能产生相应的力矩，这就是工作振动产生的主要起因。旋转惯性力与力矩可通过配重来消除，往复惯性力矩则需采用平衡轴来平衡。某型号三缸机的发动机运动件参数：1）m1（连杆小头质量）：m1=101g；2）m2（连杆大头组件质量）：m2=342g；3）m3（活塞及环质量）：m3=228g；4）m4（活塞销质量）：m4=67g；5）a（缸心距）：a=85mm；6）r（曲柄半径）：r=36.5mm；7）piⅠ（1次往复惯性力），N；8）piⅡ（2次往复惯性力），N；9）mj（往复惯性质量），g；10）mr（旋转惯性质量），g；11）ω（发动机角速度），rad/s；12）α（曲柄转角），º；高进（天津一汽夏利汽车股份有限公司内燃机制造分公司）摘要：三缸汽油机的结构特点使其惯性力和力矩相对四缸机更需要特别关注，否则，惯性力导致的振动将极大影响整机的平稳性和舒适性。文章通过对三缸汽油机的运动学—动力学和平衡进行分析和计算，表明采用单平衡轴与曲轴过量平衡法，使其旋转惯性力和一阶往复惯性力得到最大程度的平衡，减少了振动，提高了可靠性与舒适度；同时通过当量质量的计算为曲轴的动平衡加工提供基础数据。关键词：汽油机；平衡；惯性力；当量质量AnalysisonThree-cylinderEngineBalanceandDynamicCalculationAbstract:Comparedwiththefourcylindergasolineengineandbecauseofthestructuralcharacteristicsofthreecylindergasolineengine,moreattentionshouldbegiventotheinertialforceandmomentofforce,otherwiseinertialforcewillnegativelyaffectthestabilityandconformabilityofengine.Byanalyzingandcalculatingthekinematics,dynamicanditsbalanceofthethree-cylindergasolineengine,thispaperindicatesthattherotatoryinertiaandthefirstorderreciprocatinginertiaforcecanbebalancedtothemaximumbyadoptingsinglebalancingshaftandbalancemethodofcrankshaftexcess,whichwillreducevibrationandenhancethereliabilityandcomfortability.Atthesametime,thecalculationofequivalentweightprovidesusthebasicdatafordynamicbalancingprocessingofcrankshaft.Keywords:Gasolineengine;Balance;Inertiaforce;Equivalentweight三缸机平衡性分析与力学计算AutoEngineer-49-第6期技术聚焦FOCUSFeature13）λ（曲柄半径与连杆中心距比值）。2动力学分析发动机的曲柄连杆机构可以看成是一部分（曲轴）的旋转运动和另一部分（活塞）的往复运动，所以，分析发动机的平衡性就归结为分析其往复惯性力和旋转惯性力，通过向一点简化的图解法来求其主向量和主力矩。往复质量是位于活塞销中心而沿气缸中心线作往复运动的集中质量，即：mj=m1+m3+m4；位于曲柄中心并绕曲拐轴线作旋转运动的质量是旋转质量，即：mr=m2+m5；当曲拐旋转角速度（ω）一定时，往复惯性力pj=mj•j；旋转惯性力pr=mrrω2。2.1旋转惯性力由于曲轴连杆轴颈和曲柄在运动时的离心力，所以，每个缸都有一个沿曲拐方向的旋转惯性力（pr(i)）。平衡旋转惯性力本机采用逐个平衡方案，就是在每一个曲拐的2个曲柄臂上都正置一块平衡重，使各pr(i)逐个被抵消。2.2往复惯性力活塞加速度的近似式为：j=rω2（cosα+λcos2α），对于往复惯性力有：pj=—mjrω2（cosα+λcos2α）。记C=mjrω2，piⅠ=Ccosα，piⅡ=λCcos2α，pj=piⅠ+piⅡ。由于只有对平衡性要求很高的高级轿车才对二阶惯性力进行平衡，故文章只对一阶往复惯性力及力矩进行分析。鉴于pj(i)是C（i）（旋转向量）在气缸中心线上的投影，如果把C（i）当作力，先求出此力系的RC（主向量）和LC（主矩），再将RC和LC向气缸中心线方向投影，就可以得到pj(i)力系的RiⅠ（主向量）和LiⅠ（主矩）[1]。取其最后一缸的中心线与曲轴轴线的交点作为简化点，转移到该点的各C（i）如图1～图4所示。因C（i）大小相等，所以，RC=0；LC=ĥCa[2]。CJ CJ aaCJ CJ CJ CJ C ccMD CaMD CaLDĥCacX如此，一阶往复惯性力合力（主向量）Rj1=0；一阶往复惯性力合力矩（主矩）Lj1=ĥCacos（α—30º）。3往复惯性力的平衡1）要平衡往复惯性力，需要运用对称布置双平衡轴机构。2个平衡轴平行于曲轴且对称于气缸中心线，2个轴的旋转方向互反而角速度都等于曲轴角速度，每根平衡轴产生反向1/2Lj1的平衡力矩，2个平衡轴产生的合力矩刚好等于往复惯性力主矩，这样就达到了平衡。为了简化结构，本机使用单平衡轴机构，将曲轴视为另一根平衡轴，通过在曲轴的平衡重上增加一定质量即过平衡重，使曲轴在运转中也产生1/2Lj1大小的平衡力矩，从而与平衡轴一起构成双平衡轴机构，产生大小等于Lj1的平衡力矩。因此，该机曲轴的过平衡量产生的离心力为一阶往复惯性力投影向量的1/2，即转移的旋转惯性力为：pp1=1/2Ccosα。平衡轴曲轴布置图，如图5所示。eeMSMSMKXa图5平衡轴曲轴布置图2）平衡轴产生的主矩为：Mp1=2×9.5×6.7×104×7.8×102×10-3×10-9ω2cos（α—30º）=101.3cos（α—30º）×ω2g•cm；曲轴与平衡轴组成双平衡机构，故平衡机构在气缸中心线产生的合力矩为：M′=2Mp1=202.6cos（α—30º）×ω2g•cm。3）往复惯性质量等于活塞组件、活塞销及连杆小头的质量和：mj=(m1+m3+m4)=101+228+67=396g；往复惯性力主矩：Mj=ĥCacos(α—30º)=ĥmjraω2cos(α—30º)=ĥ×396×36.5×85×ω2×cos(α—30º)×10-4=212.7ω2×cos(α—30º)g•cm，所以，在气缸线平面往复惯性力基本平衡，平衡率为：§=202.6/212.7×100%=95.25%。4当量质量三缸机曲轴的结构使用过平衡重来部分平衡往复惯性力矩，因为过平衡重产生的主矩在气缸中心线平面上的投影为往复惯性主矩的1/2，所以，曲轴在每个缸的旋转惯性力是不平衡的，不平衡部分质量图1三缸曲轴图图2曲柄图图4C向量主矩图图3C向量合力图AutoEngineer-50-2010年6月技术聚焦FOCUS技术看点为连杆大头组件与往复惯性质量的一半之和，即：mp′=m2+1/2mj=342+396×1/2=540g。按此数值加工出当量环（重心必须在曲轴轴颈中心线上），将它附加在曲轴连杆轴颈上后，曲轴即实现完全平衡，动平衡量也即为零，此即为当量质量。故当量质量为：mD=1/2mj+m2=540g。4.1当量质量的使用曲轴在生产线加工的后序需要做动平衡试验，一般允许的动平衡量为小于20g•cm，否则，振动较大，影响舒适性与可靠性。标定动平衡设备时，将当量环加在曲轴轴颈上，在动平衡机上运转，此时，理论不平衡量为0。然后，取下样轴的当量环，运转样轴，此时，应该有较大的不平衡量。将此时的平衡值设为0，即为加工设备的基础值。批量生产时，设备以此对生产出的曲轴做动平衡加工，去除平衡铁上的部分质量，从而实现最大程度地靠近理论力矩值。4.2注意事项需要指出的是，在现有三缸发动机的设计改进中，如果对活塞组件、连杆及活塞销等进行了设计变更，则对曲轴动平衡加工时的当量质量需重新计算，平衡轴也应该进行相应的设计变更。5结论文章通过对三缸机惯性力和力矩的动态分析，计算出旋转惯性力和力矩以及往复惯性力的和力矩的大小，并找到平衡重与单平衡轴平衡旋转及往复惯性力的最佳参数，使整机的惯性力平衡率达到95%。同时，给出当量质量的计算方法和数值，在曲柄连杆机构设计变更后，为生产线的动平衡设备的当量环质量及动平衡基准提供参数依据。参考文献[1]余志生．汽车工程手册[M]．北京：人民交通出版社，2001：91．[2]陆际清，孟嗣宗．发动机设计[M]．北京：清华大学出版社，1990：55．（收稿日期：2010-03-25）（上接第41页）2.3.2试验假人试验后测得的假人各个部位的指标，如表1所示。表1假人各部分的伤害指标检验项目检验结果假人头部伤害情况（HPC）左侧乘员1402.17右侧成员1105.72胸骨相对脊柱压缩量/mm左侧成员19.6右侧成员7.8胸部加速度/g左侧乘员43.1右侧成员44.9假人大腿受力/kN左侧乘员左腿4.7右腿6右侧乘员左腿11.4右腿7.9从表1中可以看出，假人的头部伤害指标以及右侧假人左腿的受力都超出了法规的限制，不满足要求。3结论1）试验中客车座椅的安全性不能达到澳标ADR68/00的要求；2）国内客车座椅要进入澳大利亚市场，必须对座椅系统的结构进行改进，才能使其安全性能达到标准的要求。参考文献[1]徐晓美，朱思洪．基于MBS的剪式座椅静态和动态特性仿真研究[J].机械科学与技术，2006，25（6）：684-686，731．[2]ECER17UniformProvisionsConcerningtheApprovalofVehicleswithRegardtotheSeats,TheirAnchoragesandAnyHeadRestrains.[3]王刚，张金换，黄世霖，等．澳大利亚客车座椅动态试验与分析[J].公路交通科技，2003，20（1）：151-154．[4]何欢．车辆翻滚仿真技术与应用研究[D]．重庆：重庆大学，2007．[5]AUSTRALIANDESIGNRULE68/00OCCUPANTPROTECTIONINBUSES．（收稿日期：2010-04-07）欢迎踊跃投稿三缸机平衡性分析与力学计算作者：高进，GAOJin作者单位：天津一汽夏利汽车股份有限公司内燃机制造分公司刊名：汽车工程师英文刊名：TIANJINAUTO年，卷(期)：2010(6)参考文献(2条)1.余志生汽车工程手册20012.陆际清;孟嗣宗发动机设计1990本文读者也读过(10条)1.刘卫国.董芳.赵大文直列四缸柴油机二阶往复惯性力平衡的新概念[期刊论文]-内燃机2003(3)2.喻世学.鲍建军.YUShi-xue.BAOJian-junLR4105柴油机二阶往复惯性力的计算分析[期刊论文]-拖拉机与农用